某汽油機EGR系統設計及優化

李丹丹，胡景彥，宋秀英，郭如強，趙尤飛

(寧波市鄞州德來特技術有限公司，浙江寧波 315100)

0 引言

傳統動力車的燃油經濟性仍是目前各大車企著手進行技術改進的重點[1]。EGR技術以其獨特優勢備受青睞。引入EGR可以在高負荷時抑制爆震和減少燃料富集區域從而改善燃燒效率，在部分負荷時可減少泵氣損失，從而提高整個發動機的燃油經濟性[2,5]。

EGR系統作為引入EGR的通道，其合理的設計尤為重要。當EGR從進氣總管處引入時，各缸EGR的均勻性由EGR混合器來保證，合理的EGR混合氣設計可實現較好的EGR均勻性，但該引入形式EGR的瞬態響應速度慢。此設計中，為提高EGR的瞬態響應速度，由各個進氣歧管處引入EGR。

合理的EGR系統設計需考慮兩點：(1)各缸EGR均勻性，即每循環引入各缸的EGR量是否一致；(2)該系統是否能提供足夠的EGR。作者首先基于GT-SUIT及STAR-CCM+，通過一維三維耦合計算對所設計的EGR穩壓腔及EGR支管進行EGR均勻性分析，得到可以滿足各缸EGR均勻性的EGR穩壓腔和EGR支管的設計；然后基于STAR-CCM+，對整個EGR系統進行CFD分析，獲得具有所要求EGR率能力的EGR系統設計；最終完成了滿足性能需求的EGR系統的設計。

1 EGR均勻性設計分析

1.1 幾何模型

各缸EGR均勻性由以下因素決定：(1)EGR穩壓腔的形狀；(2)EGR各支管孔徑。為此先后做了3個設計方案，如圖1所示，Case1為方案一，Case2為方案二，Case3為方案三。

圖1 不同設計方案的幾何模型

圖1中，Case1和Case2 EGR各支管孔徑相同均為16 mm；Case3的EGR各支管孔徑不同，一缸至四缸孔徑分別為18.5、16、13.5、14.5 mm。

1.2 網格劃分

采用多面體網格，基礎網格尺寸8 mm，最小網格尺寸2 mm，邊界層兩層，EGR管路及EGR各支管處給定邊界層3層，總網格數17萬。劃分后的三維CFD計算域如圖2所示。

1.3 一維三維耦合

采用一維三維耦合的計算分析模式，需分別設置一維和三維計算模型。耦合計算用一維模型如圖3所示。

圖2 Case1三維CFD計算域網格

圖3 耦合計算用一維模型

一維熱力學模型單獨計算48個循環達到穩定收斂，因此在一維三維耦合計算時，一維熱力學模型預運算取60個循環，耦合計算23個循環達到穩定，共計算83個循環。

瞬態模擬時，一維三維數據在邊界進行交換來考察新鮮空氣及EGR在各缸之間的分布情況。

1.4 EGR均勻性結果分析

各缸平均EGR率定義：耦合計算最后一個循環進入各缸的平均EGR率。

從圖4所示的各缸平均EGR率與偏差可以看出： (1)Case1中EGR率從4缸到1缸依次減小。各缸EGR率均勻性偏差最大時為-31.42%，最大絕對偏差為48.96%遠大于推薦值10%，表明Case1的EGR分布均勻性較差，不滿足設計要求。(2)Case2中1缸EGR率較其他3缸要大得多，幾乎是3缸4缸的兩倍多，3缸和4缸的EGR較為一致。各缸EGR率均勻性偏差最大時為64.11%，最大絕對偏差為97.45%遠大于推薦值10%，總體來看Case2的EGR率均勻性較差，不滿足設計要求。(3)Case3中各缸EGR率均勻性偏差最大時為-4.79%，最大絕對偏差為9.22%小于推薦值10%，表明Case3的EGR分布呈現良好一致性，滿足設計要求。

圖4 各缸平均EGR率與偏差

從圖5所示的各缸歧管出口處平均EGR率云圖中可以看出：(1)Case1中平均EGR率從4缸到1缸依次減小。(2)Case2中平均EGR率1缸和2缸較高、3缸和4缸較低。(3)Case3中平均EGR率3缸和2缸略偏高、1缸和4缸略偏低。

圖5 各缸歧管出口處平均EGR率云圖

從圖6所示的平均EGR率Surface云圖可以看出：(1)Case1中從4缸到1缸平均EGR率依次減小。分析原因：離EGR入口越近壓損越小，平均壓力越大，導致EGR向壓力較低的進氣穩壓腔方向流動較多，最終進入缸內的EGR量較多。(2)Case2中1缸明顯較大、3缸和4缸明顯較小。分析原因：EGR管路布置的EGR入口方向更有利于EGR進入1缸，導致1缸EGR濃度較高；而3缸4缸較為均勻。(3)Case3中3缸和2缸EGR率較大、1缸和4缸相對較小。

圖6 平均EGR率Surface云圖

綜上所述，所設計的3個方案中Case3的設計可滿足各缸EGR均勻性的要求。至此便得到了可以滿足各缸EGR均勻性的EGR穩壓腔和支管的設計。但要實現25%EGR率，還需要進行EGR系統其余部分的設計。這也將是作者接下來的工作。

2 EGR系統設計分析

所設計的EGR系統應滿足以下要求：在結構滿足基本設計要求的前提下，具有提供25%EGR率的能力。由一維熱力學計算分析可得，EGR率25%時EGR系統前后壓差為5 500 Pa，相應的質量流量為9.32 g/s。因此，只要所設計的EGR系統在EGR閥全開、質量流量為9.32 g/s時，壓力損失小于5 500 Pa，那么該系統便具有提供25%EGR率的能力。

2.1 幾何模型

作者先后制定了兩個方案，各方案EGR系統內腔幾何模型如圖7所示。在此指出：圖中所示的冷卻器和EGR閥為根據實驗數據進行標定后的簡化幾何。方案一中EGR閥兩側進出口管徑為18 mm，冷卻器進出口管徑為16 mm，其他位置EGR管徑為20 mm。另外，為減少壓損將接口處改為錐形，EGR閥采用電磁閥，如圖7(a)所示。方案二中EGR各處管徑為20 mm，接口處同樣為錐形，EGR閥采用電機閥。

圖7 各方案EGR系統內腔幾何模型

2.2 網格劃分

采用多面體網格，基礎網格尺寸2 mm，最小網格尺寸0.5 mm，邊界層兩層，總網格數49萬。劃分后的三維CFD計算域如圖8所示。

圖8 方案一EGR系統CFD計算域網格

2.3 結果分析

需指出：考慮到EGR冷卻器及EGR閥結構復雜、難于建模，在保證計算精度的前提下縮短計算時間，對EGR冷卻器及EGR閥采用簡化幾何模型。該簡化模型是根據EGR冷卻器及EGR閥的試驗測量數據(流量和壓損)對幾何模型進行標定后得到的，故與實際模型等效。

表1中給出了EGR閥全開、入口質量流量為9.32 g/s時，所設計兩方案EGR系統的壓力損失。可以看出：方案一進出口總壓損為8 768 Pa>5 500 Pa，故該EGR系統幾何設計不滿足需求，該EGR系統若要具備提供25%EGR率的性能，需進一步降低整個EGR系統的壓損。方案二進出口總壓損為3 892 Pa<5 500 Pa，且有29.25%的余量，故該EGR系統幾何設計滿足需求，該EGR系統具備提供25%EGR率的性能，且余量充足。

表1 各方案壓力損失 Pa

EGR系統壓力云圖如圖9所示，可以看出：兩個方案均為冷卻器和EGR閥位置處壓損較大，可以明顯看出方案一總壓損更大且壓損最大位置在EGR閥處。從圖10可以看出：方案一冷卻器進口側和EGR閥處的流速最大，表明該處壓力損失最大，尤其是EGR閥處；方案二管路拐彎處、冷卻器與EGR閥位置處的氣流速度較快。通過以上云圖分析可知：由電磁閥更換為電機閥顯著降低了EGR閥處的壓損，使得整體壓損減小。

圖9 各方案EGR系統壓力云圖

圖10 各方案EGR系統速度云圖

綜上所述，所設計的兩個方案中方案二的設計可滿足25%EGR率的性能需求。

3 結論

(1)此設計中，EGR由各個進氣歧管處引入，各缸EGR均勻性通過EGR穩壓腔和EGR支管設計實現，Case3的設計各缸EGR率均勻性偏差最大時為-4.79%，最大絕對偏差為9.22%小于推薦值10%，表明其各缸EGR分布呈現良好一致性，滿足設計要求；

(2)EGR系統EGR閥全開、入口質量流量為9.32 g/s時，方案二進出口總壓損為3 892 Pa<5 500 Pa，且有29.25%的余量，故該EGR系統具備提供25%EGR率的性能，且余量充足；

(3)所設計的EGR系統具備提供25%EGR率的性能，且各缸EGR分布能夠呈現良好一致性。